雙行星輪系式無級自動變速機構的制作方法
【專利摘要】雙行星輪系式無級自動變速機構，包括輸入、輸出行星輪系，兩套行星輪系均包括太陽輪、行星輪、齒圈及行星架，兩個太陽輪固接且裝在中心軸上，中心軸裝在機器殼體上，輸入齒輪或輸出齒輪與第一行星輪系行星架上的齒輪嚙合，第二行星輪系的齒圈與輸出齒輪或輸入齒輪嚙合，輸入軸、輸出軸均可轉動地裝在機器殼體上，第一輪系中的齒圈與第二輪系中的行星架固定連接。本實用新型通過在主功率循環流之外創建一個僅受外部扭矩或轉動角速度影響的內部功率循環流，通過改變內部循環流的大小進而得到適合的輸出扭矩及轉動角速度，能實現自動、無極變速功能，且無需液力機制，具有較高的經濟相對性和較廣的實用性。
【專利說明】雙行星輪系式無級自動變速機構
【技術領域】
[0001 ] 本實用新型涉及變速機構，具體涉及包括雙行星輪系的無極自動變速機構。
【背景技術】
[0002]變速機構是一種在輸入軸轉速或扭矩不變的情況下，使輸出軸獲得不同的轉速或扭矩傳動裝置，即通過變速或變矩，以滿足不同工況的需要，廣泛應用于各種場合。
[0003]以汽車領域為例，為了滿足在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙燈不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要，在發動機和驅動橋之間通常裝有變速器。隨著汽車工業的發展，汽車變速器經歷了非自動變速機構向自動變速器、從有級到無級的發展，非自動變速機構與自動變速器的這種劃分的依據是變速過程是否需要外界干預，變速基于轉速，則屬于非自動變速機構比如傳統的帶輪傳動機構、齒輪傳動機構等，這類變速機構的變速比單一為有級變速，但制造成本低，而且工藝較為成熟；又比如基于力矩變速的液力自動變速器(AT)，能自主實現無極變速，但是機構復雜，工藝復雜，制造成本高，且由于液力耦合器在使用過程中汽車輸出的能量有一部分被轉化為油溫，所以經濟性相對較差。除上述外目前世界上比較成熟的全自動變速器還有機械無級自動變速器(CVT)、電控機械自動變速器(AMT)，前者基于一對V形帶輪、鋼制皮帶以及一套液壓及電腦微控系統來實現無極自動變速，該變速器技術含量高，制造復雜，成本高，傳動帶壽命相對較短，維護成本高，且由于受到如材料性能等多方面技術上的限制，其目前主要限制在小功率汽車上使用；后者基于傳統變速器以及電腦控制的自動操作機構實現有級、自動變速，雖然其易于制造且成本低，但是其換檔性能較差，換擋時有頓挫感，低檔時頓挫感尤其明顯，另外，該變速器只能實現有級變速，而不能實現無極變速，且需引入外界干預。
實用新型內容
[0004]本 申請人:針對現有技術中的上述缺點進行改進，提供一種雙行星輪系式無級自動變速機構，通過在主功率循環流之外創建一個僅受外部轉動角速度或扭矩影響的內部功率循環流，通過改變內部循環流的大小進而得到適合的輸出扭矩及轉動角速度，能夠實現自動、無極變速功能，且無需液力機制，具有較高的經濟相對性和較廣的實用性。
[0005]本實用新型的技術方案如下:
[0006]雙行星輪系式無級自動變速機構，包括第一行星輪系、第二行星輪系，所述第一行星輪系包括第一太陽輪、與第一太陽輪外嚙合的第一行星輪、與第一行星輪內嚙合的第一齒圈，第一行星輪通過軸承裝在第一行星架上，所述第二行星輪系包括第二太陽輪、與第二太陽輪外嚙合的第二行星輪、與第二行星輪內嚙合的第二齒圈，第二行星輪通過軸承裝在第二行星架上，第一太陽輪及第二太陽輪通過軸承裝在中心軸上，中心軸兩端通過軸承裝在機器殼體上，第一行星架上固接有第三齒輪，第一中間軸上的第一齒輪與第三齒輪嚙合，第一太陽輪與第二太陽輪固定連接，第二齒圈與第二中間軸上的第二齒輪嚙合，第一中間軸及第二中間軸均可轉動地裝在機器殼體上；第一齒圈與第二行星架固定連接，第一齒圈與第二齒圈通過軸承裝在機器殼體上。
[0007]其進一步技術方案為:
[0008]第一齒圈與第二行星架的所述固定連接部分上設有外齒，怠速齒輪與所述固定連接部分上的外齒嚙合，怠速齒輪通過滑動軸承裝在安裝軸上，安裝軸固定裝在機器殼體上，怠速齒輪通過在安裝軸上滑動與所述兩套行星輪系連接或斷開。
[0009]所述第一行星架及第三齒輪通過軸承裝在中心軸上。
[0010]所述第一中間軸為輸入軸，第二中間軸為輸出軸，第二中間軸通過單向離合器裝在機器殼體上。
[0011]所述第一中間軸為輸出軸，第二中間軸為輸入軸，第一中間軸通過單向離合器裝在機器殼體上。
[0012]本實用新型的技術效果:
[0013]本實用新型使用兩套行星輪系，兩套行星輪系為輸入行星輪系與輸出行星輪系的關系，其中，可以使第一行星輪系為輸入輪系且第一行星架為輸入端、第二行星輪系為輸出輪系且第二齒圈為輸出端，也可以使第一行星輪系為輸出輪系且第一行星架為輸出端、第二行星輪系為輸入輪系且第二齒圈為輸入端，除了輸入和輸出的關系不相同之外，其余連接關系不變，在上述兩種輸入與輸出連接關系形成的實施例中，第一太陽輪與第二太陽輪固定連接，且第一齒圈與第二行星架固定連接，使整個機構在從輸入端到輸出端的主功率循環流之外，還在兩套行星輪系之間形成一個僅受外界轉速或扭矩影響的內部功率循環流，該內部循環功率流自成一體，當所述怠速機構同所述兩套行星輪系保持斷開狀態時，整個變速機構只有一個輸出流，即由輸出行星輪系輸出，當所述怠速機構同所述兩套行星輪系保持連接狀態時，整個變加速機構有兩個輸出流，即從輸出行星輪系輸出和從所述怠速機構輸出。在本實用新型所述的變速機構變速時，由于輸入功率為已知常量，在所述兩套行星輪系與所述怠速機構斷開的情況下，此時，功率守恒定律中的輸出功率的兩個因子，即輸出行星輪系輸出端的扭矩和轉動角速度則成反比例關系。本實用新型所述的變速機構在創建一個僅受外界轉動角速度需求或扭矩影響的內部功率循環流的基礎上，根據變速機構輸出端的扭矩或轉動角速度的需求狀況，通過改變內部循環流的大小從而得到適合的輸出扭矩或輸出轉動角速度，由此實現了自動變速功能；另一方面，由于變速機構在無需改變機構間聯接的情況下即可滿足各種轉速及扭矩的需求，由此實現了無極變速功能；在輸出軸上設有單向離合器，能夠確保整個變速機構輸出方向唯一確定。本實用新型相比于現有技術中的液力機制，在同樣能夠實現自動、無極的變速功能下，省卻了液力變矩器，相比于現有技術中的機械無級自動變速器，無需額外的液壓及電腦微控系統則可實現自動控制及調整，本實用新型相對于現有的變速器而言，能夠實現真正意義上的無極和自動變速，且變速過程中無需切斷動力、改變機構間的連接，且變速過程無頓挫感，簡化了變速機構的結構及制作，具有較高的經濟性和較廣的實用性。
【專利附圖】
【附圖說明】
[0014]圖1為本實用新型的結構示意圖。
[0015]圖2為圖1的原理結構示意圖。
[0016]圖3為單個行星輪系的簡易結構示意圖，圖中示出了單行星輪的受力情況。[0017]圖4為以兩種不同油門驅動汽車并使汽車最終勻速行駛工況下汽車驅動扭矩、汽車行駛阻力矩和汽車行駛速度的關系示意圖。
[0018]圖5為本實用新型另一實施例的原理結構示意圖。
[0019]其中:1、第一太陽輪；2、第一行星輪；3、第一齒圈；4、第一行星架；5、第二太陽輪；
6、第二行星輪；7、第二齒圈；8、第二行星架；9、中心軸；10、機器殼體；11、第一中間軸；12、第一齒輪；13、第二中間軸；14、第二齒輪；15、單向離合器；16、怠速齒輪；17、滑動軸承；18、安裝軸；19、第三齒輪;100、太陽輪;200、行星輪;300、齒圈;400、主功率循環流;500、內部功率循環流。
【具體實施方式】
[0020]現對本實用新型采用的公式中的字母及符號作如下說明。
[0021]Pr表示輸入功率，Pc表示輸出功率，Mr表示輸入扭矩，Wr表示輸入轉動角速度，Mc表示輸出扭矩，Wc表示輸出轉動角速度，且Mr和Wr為已知常量，Pd表示通過所述怠速機構輸出的功率，Mz表示中間扭矩，Wz表示中間轉動角速度，Mz及Wz均為中間自由變量，
a、I^apb1均為常量系數，Ps表示變速機構內部損失的功率；
[0022]在單個行星輪系中，Wt表示太陽輪轉動角速度，Wx表示行星架轉動角速度，Wq表示齒圈轉動角速度，Rt表示太陽輪節度圓半徑，Rx表示行星輪節度圓半徑，Rq表示齒圈節度圓半徑，k表示Rq與Rt的比值，Mt表示太陽輪的扭矩，Mq表示齒圈的扭矩，Mx表示行星架的扭矩，F1為太陽輪 對行星輪的作用力，F2為齒圈對行星輪的作用力，F3為行星架對行星輪的作用力；
[0023]在所述輸入與輸出行星輪系中，Wt1表不第一太陽輪的轉動角速度，Wx1表不第一行星架的轉動角速度，Wq1表示第一齒圈的轉動角速度,Wt2表示第二太陽輪的轉動角速度，Wx2表示第二行星架的轉動角速度,Wq2表示第二齒圈的轉動角速度,Mt1表示第一太陽輪的扭矩，Mx1表示第一行星架的扭矩，Mq1表示第一齒圈的扭矩，Mt2表示第二太陽輪的扭矩，Mx2表示第二行星架的扭矩，Mq2表示第二齒圈的扭矩，Rt1表示第一太陽輪節度圓半徑，Rx1表示第一行星輪節度圓半徑，Rq1表示第一齒圈節度圓半徑，Rt2表示第二太陽輪節度圓半徑，Rx2表示第二行星輪節度圓半徑，Rq2表示第二齒圈節度圓半徑，h表示Rq1與Rt1的比值，k2表示Rq2與Rt2的比值,Mf表示發動機扭矩,Mn表示汽車驅動扭矩,Wf表示發動機轉動角速度，Wn表示汽車行駛速度，j、P、s、t均為常量系數，Mu表示汽車行駛阻力矩，且Mu跟隨汽車行駛速度變大而變大，Ma表示加速扭矩。
[0024]下面結合附圖，說明本實用新型的【具體實施方式】。
[0025]見圖1，本實用新型包括第一行星輪系、第二行星輪系，第一行星輪系包括第一太陽輪1、與第一太陽輪I哨合的第一行星輪2、與第一行星輪2哨合的第一齒圈3,多個第一行星輪2通過軸承裝在第一行星架4上，第二行星輪系包括第二太陽輪5、與第二太陽輪5嚙合的第二行星輪6、與第二行星輪6嚙合的第二齒圈7，多個第二行星輪6通過軸承裝在第二行星架8上，第一太陽輪I及第二太陽輪5通過軸承裝在中心軸9上，中心軸9兩端通過軸承裝在機器殼體10上，第一行星架4上固接有第三齒輪19，第一行星架4、第三齒輪19通過軸承裝在中心軸9上,第一中間軸11上的第一齒輪12與第三齒輪19嚙合,第一太陽輪I與第二太陽輪5固定連接，第二齒圈7與第二中間軸13上的第二齒輪14嚙合，第一中間軸11及第二中間軸13均可轉動地裝在機器殼體10上；第一齒圈3與第二行星架8固定連接，第一齒圈3與第二齒圈7通過軸承裝在機器殼體10上，第一齒圈3與第二行星架8、第一太陽輪I與第二太陽輪5、第一行星架4與第三齒輪19分別優選地制作成一體結構。
[0026]進一步地，為了滿足發動機低速轉動時汽車臨時性停車的工況要求，第一齒圈3與第二行星架8的所述固定連接部分上設有外齒，怠速齒輪16與所述固定連接部分上的外齒嚙合，具體地，也可以在第一齒圈3與第二行星架8之間設一個中間齒輪，該中間齒輪與第一齒圈3、第二行星架8均固接，且該中間齒輪與怠速齒輪16嚙合，怠速齒輪16通過滑動軸承17裝在安裝軸18上，安裝軸18固定裝在機器殼體10上，怠速齒輪16通過在安裝軸18上滑動與所述兩套行星輪系連接或斷開。
[0027]本實用新型中的兩套行星輪系為輸入行星輪系與輸出行星輪系的關系，輸入行星輪系與變速機構的輸入端轉動連接，輸出行星輪系與變速機構的輸出端轉動連接，本實用新型所述的變速機構包括兩個實施例，即兩套行星輪系均可以作為輸入行星輪系或者輸出行星輪系，而其他連接關系不變，圖2為本實用新型的一種實施例，即第一行星輪系為輸入輪系且第一行星架4為輸入端、第二行星輪系為輸出輪系且第二齒圈7為輸出端，具體地，第一中間軸11為輸入軸，第二中間軸13為輸出軸，第二中間軸13通過單向離合器15裝在機器殼體10上；圖5為本實用新型的另一實施例，即第一行星輪系為輸出輪系且第一行星架4為輸出端、第二輸出輪系為輸入輪系且第二齒圈7為輸入端，具體地，第一中間軸11為輸出軸，第二中間軸13為輸入軸，第一中間軸11通過單向離合器15裝在機器殼體10上。
[0028]以所述輸入、輸出行星輪系與所述怠速機構斷開進行說明，本實用新型所述的變速機構滿足以下三個條件:
[0029]①Mr=aMc+b Mz
[0030]②WrsaJc+t^Wz
[0031]③Mr*Wr=Mc*Wc
[0032]上述③式是由功率守恒定律得出，從理論上而言，輸入功率與輸出功率之間還存在一個變速機構內部損耗功率Ps，功率損耗Ps主要來自于齒輪軸同機器殼體之間和內部的摩擦，基于目前生產工藝，這種摩擦因子可以控制得很小，并且在使用過程中中間輪系的轉動角速度并不會出現遠大于輸入轉動角速度的情況，因此由摩擦產生的功率損耗Ps很小，將其忽略與否并不會改變最終結果，由此得到上述③式；在所述輸入、輸出行星輪系與所述怠速機構處于連接狀態時，輸入功率有一部分經所述怠速機構輸出，即此時，上述③式表述為下式:
[0033]Mr*ffr=Mc*ffc+Pd
[0034]上述①式和②式是基于單個行星輪系中太陽輪、行星輪及齒圈這三者的轉動角速度/扭矩之間關系的基礎上，對本實用新型所述變速機構的兩套行星輪系的輸入/輸出的轉動角速度/扭矩的關系進行數學上的推算而得，具體推算過程如下:
[0035]見圖3，圖3為典型的單個行星輪系，包括太陽輪100、與太陽輪100外嚙合的行星輪200，與行星輪200內嚙合的齒圈300，行星輪200裝在行星架(圖3中未示出)上，圖3中O1是太陽輪100、齒圈300和行星架的運動中心，O2是行星輪200的自轉中心，B和A表示行星輪200分別與太陽輪100、齒圈300的嚙合點，在單個行星輪系中，存在如下基礎理論關系:[0036]④Wt+kWq=(l+k)Wx
[0037]⑤Mt+Mq/k=Mx/(l+k)
[0038]上述④式是基于齒輪嚙合原理(即在嚙合處速度相等)得出，設太陽輪100轉動方向為正方向，行星輪200轉動角速度為Wx，以行星輪200為參照物，則太陽輪100轉動角速度為(Wt-Wx)、外齒圈300轉動角速度為(Wq-Wx)，則根據齒輪嚙合原理可以得到下述⑥式:
[0039]⑥Wq-Wx=-Rt* (fft-ffx) /Rq
[0040]賦予k=Rq/Rt，且k > I，則上述⑥式可以簡化為上述④式:
[0041]上述⑤式是行星輪系處于平衡狀態時得出的，見圖3，根據行星輪200的力矩平衡條件，在不同受力情況下，均存在上述⑤式的數學關系，具體論證過程如下:
[0042]1、當太陽輪100對行星輪200的作用力F1小于齒圈300對行星輪200的作用力F2，將構造一個以B為回轉中心、以02、A為扭矩力作用點的系統。
[0043]在該系統中,將O2點的力等價轉移到A點有A點所受合力:F2+F3/2,而B點所受合力為F1,根據行星輪勻速自傳即合轉矩為零，可得到如下數學關系式:
[0044](F2+F3/2) Rx-F1^Rx=O
[0045]上式簡化可得下 述i式:
[0046]1.(F2-F1) *2+F3=0
[0047]設太陽輪100、齒圈300及行星架的轉矩分別為Mt、Mq、Mx，在以B為回轉中心、以02、A為扭矩力作用點的系統中，太陽輪100對行星輪200的作用力F1與Mt方向相反，齒圈300對行星輪200的作用力F2與Mq方向相同，由輪系做勻速轉動的平衡條件，可得到如下四個數學關系式:
[0048]F1=-MVRt
[0049]F2=Mq/Rq
[0050]F3=-Mx/ (Rt+Rx)
[0051]Rx= (Rq-Rt)/2
[0052]根據上述后面兩個關系式換算可得下述ii式:
[0053]ii.F3=_2*Mx/ (Rt+Rq)
[0054]將ii式帶入i式換算可得下述iii式:
[0055]ii1.Mt/Rt+Mq/Rq=Mx/ (Rt+Rq)
[0056]將k=Rq/Rt代入上述iii式，可得上述⑤式:
[0057]2、當太陽輪100對行星輪200的作用力F1大于齒圈300對行星輪100的作用力F2，將構造一個以A為回轉中心、以02、B為扭矩力作用點的系統。
[0058]在該系統中，將O2點的力等價轉移到B點有B點所受合力$#3/2，而A點所受合力為F2,根據行星輪勻速自傳即合轉矩為零，可得到如下數學關系式:
[0059](F^F3/2) Rx-F2^Rx=O
[0060]上式簡化可得下述iv式:
[0061]iv.(F1-F2) *2+F3=0
[0062]設太陽輪100、齒圈300及行星架的轉矩分別為Mt、Mq、Mx，在以A為回轉中心、以
02、B為扭矩力作用點的系統中，太陽輪100對行星輪200的作用力F1與Mt方向相同，齒圈300對行星輪200的作用力F2與Mq方向相反，由輪系做勻速轉動的平衡條件，可得到如下四個數學關系式:
[0063]F1=MtZRt
[0064]F2=-Mq/Rq
[0065]F3=-Mx/ (Rt+Rx)
[0066]Rx= (Rq-Rt)/2
[0067]根據上述后面兩個關系式換算可得下述V式:
[0068]V.F3=_2*Mx/ (Rt+Rq)
[0069]將V式帶入iv式換算可得下述vi式:
[0070]vi.Mt/Rt+Mq/Rq=Mx/ (Rt+Rq)
[0071]將k=Rq/Rt代入上述vi式，同樣可得上述⑤式。
[0072]根據上述關于單個行星輪系的力矩平衡分析，可知，對于如圖3所示的單行星輪系的各力矩之間存在上述⑤式的基礎理論關系。
[0073]在單個行星輪系的上述④式和⑤式的基礎理論關系的基礎上，對圖1和圖2所示實施例所述的變速機構的兩套行星輪系的輸入/輸出的轉速/扭矩的關系進行推算，可以得到上述①式和②式的結 論，具體推算過程如下:
[0074]圖1和圖2所示實施例的變速機構中第一行星架4為輸入端(即Wx1=Wr, Mx1=Mr),第二齒圈7為輸出端(即Wq2=Wc, Mq2=Mc),除了存在單個行星輪系中④式和⑤式的數學關系，還因為第一太陽輪I和第二太陽輪5固定連接，因此二者的轉速及扭矩均相等，第一齒圈3與第二行星架8固定連接，因此這二者的轉動角速度及扭矩均相等。
[0075]首先，基于轉動角速度利用上述④式進行分析推算，該實施例所述變速機構滿足以下四組關系:
[0076]1.Wt^k1Wq1= (1+k^ Wx1
[0077]I1.fft2+k2ffq2=(l+k2)ffx2
[0078]H1.Wt1=Wt2
[0079]IV.Wq1=Wx2
[0080]由上述I式、II式、III式、IV式整合換算得到下述⑦式:
[0081]⑦(1+kJWx1=-1i2Wq2+(k^+k^+l) Wq1
[0082]將上述⑦式中的所有系數整合后由系數&1、Id1表示，Wq1用中間扭矩Wz表示，Wx1為輸入轉動角速度Wr，Wq2為輸出轉動角速度Wc，則上述⑦式即為上述②式:
[0083]②WrsaJc+t^Wz
[0084]其次，基于扭矩利用上述⑤式進行分析推算，本實用新型所述變速機構滿足以下四組關系:
[0085]1.Mt^Mq1Zk1=Mx1/ (1+kJ
[0086]II.Mt2+Mq2/k2=Mx2/ (l+k2)
[0087]H1.Mt1=Mt2
[0088]IV.Mq1=Mx2
[0089]由上述I式、II式、III式、IV式整合換算得到下述⑧式:
[0090]⑧Mx1/ (Ι+kJ =_]\^2八2+[1/\+1/(l+k2) ]Mql[0091 ] 將上述⑧式中的所有系數整合后由系數a、b表示，Mq1用中間扭矩Mz表示，Mx1為輸入轉動角速度Mr，Mq2為輸出轉動角速度Mc,則上述⑧式即為上述①式:
[0092]①Mr=aMc+bMz
[0093]由于第一齒圈3與第一太陽輪I的齒數比和第二齒圈7與第二太陽輪5的齒數比均大于1，根據齒輪傳動系統中齒數比與半徑比相等的關系，則ki和k2的值均大于1，因此，上述⑦式和⑧式整合后的系數a、b、B1^b1均不為零。
[0094]圖1和圖2所示實施例的變速機構滿足的上述①式、②式、③式的三個數學關系式中，由于Wr、Mr為已知常量，Wz、Mz為中間自由變量，當確定Wc或Mc其中任——個的值時，
對于上述①式、②式、③式均能尋找到唯--個確定的Wz、Mz以及Mc或Wc的值使這三個數
學關系式成立，即本實用新型所述變速機構依賴輸出端轉動角速度/扭矩相應地自動調整輸出扭矩/轉動角速度，實現了自動的變速功能。
[0095]圖2為圖1所示實施例的原理結構示意圖，該實施例使用輸入和輸出共兩套行星輪系，其中第一行星輪系為輸入輪系且第一行星架4為輸入端、第二行星輪系為輸出輪系且第二齒圈7為輸出端，第二太陽輪5與第一太陽輪I固定連接，且第一外齒圈3與第二行星架8固定連接，使整個機構在從輸入端到輸出端的主功率循環流400之外，還在兩套行星輪系之間形成一個僅受外界的轉動角速度Wc需求或扭矩Mc影響的內部功率循環流500。圖2和圖5中帶箭頭的直線為功率流的路徑，內部功率循環流500處于封閉的機構系統，整個變速機構在受到外界影 響時，即Mc或Wc變化時，會自動調節內部功率流500，即通過改變⑦式和⑧式的中間自由變量Wq1及1^進而改變輸出轉動角速度或輸出扭矩，以此實現自動變速功能。本實用新型所述的變速機構在創建內部功率循環流500的基礎上，根據變速機構輸出端的扭矩或轉動角速度的需求狀況，通過改變內部循環流500的大小從而得到適合的輸出扭矩或輸出轉動角速度，實現了自動變速功能；另一方面，由于變速機構在無需改變機構間聯接的情況下即可滿足各種轉速及扭矩的需求，實現了無極變速功能。
[0096]圖5示出了本實用新型的另一實施例，該實施例同樣使用輸入和輸出共兩套行星輪系，其中第一行星輪系為輸出輪系且第一行星架4為輸出端、第二行星輪系為輸入輪系且第二齒圈7為輸入端，第二太陽輪5與第一太陽輪I固定連接，且第一齒圈3與第二行星架8固定連接，與圖2所示的實施例相比，除了輸入與輸出的關系改變外，其他連接關系不變，該實施例同樣在兩套行星輪系之間形成一個僅受外界轉動角速度需求或扭矩影響的內部功率循環流500，且內部功率循環流500自成一體，通過改變流經所述變矩機構的內部功率流的大小來實現變速變矩，圖5所示的實施例同樣滿足上述①式、②式、③式這三個數學關系式，具體論證過程可以參照上述關于圖2所示的實施例的論證過程。
[0097]對于汽車變速器而言，變速機構輸入扭矩Mr取決于發動機扭矩Mf及變速機構的變矩比，變速器輸出扭矩Mc決定了汽車驅動扭矩Mn，變速器輸入轉動角速度Wr取決于發動機轉速Wf及變速機構的變速比，變速器輸出轉速Wc決定了汽車行駛速度Wn，同理，根據上述①式、②式、③式，可以得出下列四個關系式:
[0098]V.Mf=jMn+pMz
[0099]A/1.fff=sffn+tffz
[0100]νπ.Mf*Wf=Mn*Wn (所述怠速機構與所述兩套行星輪系保持斷開)
[0101]VD1.Mf*Wf=Mn*Wn+Pd (所述怠速機構與所述兩套行星輪系保持連接)[0102]汽車在行駛過程中有駐車、變速、勻速、倒車這幾種狀態，倒車功能已較為完善和成熟，即在前進的條件中加入換向齒輪，在此不做討論，因此，汽車變速機構需要能夠滿足上述不同狀態下的工況要求，具體說明如下:
[0103]1.駐車狀態，此時又包括發動機停止及發動機低速轉動兩種狀態:
[0104]發動機停止:即汽車熄火，故Wf=0，由上面推導的VII式可知汽車速度Wn為零；
[0105]發動機低速轉動:即汽車臨時性停車,則輸入功率不為零,此時通過人工控制所述怠速機構與所述兩套行星輪系處于連接狀態，則上述VDI式成立，此時若Mn小于或等于Mu，此處Mu特指汽車從零到行駛時的臨界阻力矩，則汽車行駛速度fc為零，則上述珊式和②式分別轉變為下述數學關系式
[0106]IX.Pd=Mf*fff
[0107]X.Wr=ID1Wz
[0108]此時,汽車怠速,且上述①式、②式、③式仍成立。
[0109]2、變速狀態(汽車加速、減速):
[0110]由汽車行駛原理可知:汽車驅動扭矩Mn等于加速扭矩Ma與形式阻力矩Mu之和，其中，Mu隨著汽車行駛速度變大而變大。
[0111]當Mn>Mu，汽車加速，則汽車行駛速度Wn增大，根據上述VII式，則汽車驅動扭矩Mn變小，而行駛阻力矩Mu隨著Wn增大，直到達到平衡，即汽車驅動扭矩Mn等于行駛阻力矩Mu,即變速機構實現加速功能；
[0112]反之，當Mn < Mu, Wn減小，Mn增大,而Mu隨著Wn減小,直到達到平衡，即汽車驅動扭矩Mn等于行駛阻力矩，即變速器實現減速功能。
[0113]如上所述整個過程均在恒定功率下進行，無需外界控制，則變速過程是自動的，整個變化過程變速機構并沒有改變機構間聯接的情況，即可實現無級變速。
[0114]3、勻速行駛狀態:
[0115]見圖4，當汽車以較小油門被驅動時，汽車經過加速后會以一個較小的速度Wn1勻速行駛，若此時加大油門，即輸入功率變大，根據上述Vn式，汽車驅動扭矩Mn會立即變大，這將導致Mn大于行駛阻力矩Mu，由此汽車加速，即汽車行駛速度fc會增加，驅動力矩Mn變小，行駛阻力矩Mu增大直直至與車驅動扭矩Mn相等從而達到平衡，此時汽車行駛速度為Wn2,且Wn2大于Wn1,即汽車經過加速后會以一個較大的速度Wn2勻速行駛。由此可知，駕駛員可以通過油門(輸入功率)控制汽車勻速行駛的速度。
[0116]以上描述是對本實用新型的解釋，不是對實用新型的限定，本實用新型所限定的范圍參見權利要求，在本實用新型的保護范圍之內，可以作任何形式的修改。
【權利要求】
1.雙行星輪系式無級自動變速機構，包括第一行星輪系、第二行星輪系，所述第一行星輪系包括第一太陽輪(I)、與第一太陽輪(I)外嚙合的第一行星輪(2)、與第一行星輪(2)內嚙合的第一齒圈(3)，第一行星輪(2)通過軸承裝在第一行星架(4)上，所述第二行星輪系包括第二太陽輪(5)、與第二太陽輪(5)外嚙合的第二行星輪(6)、與第二行星輪(6)內嚙合的第二齒圈(7)，第二行星輪(6)通過軸承裝在第二行星架(8)上，其特征在于:第一太陽輪(I)及第二太陽輪(5)通過軸承裝在中心軸(9)上，中心軸(9)兩端通過軸承裝在機器殼體(10)上，第一行星架(4)上固接有第三齒輪(19)，第一中間軸(11)上的第一齒輪(12)與第三齒輪(19)嚙合，第一太陽輪(I)與第二太陽輪(5)固定連接，第二齒圈(7)與第二中間軸(13)上的第二齒輪(14)嚙合，第一中間軸(11)及第二中間軸(13)均可轉動地裝在機器殼體(10)上；第一齒圈(3)與第二行星架(8)固定連接，第一齒圈(3)與第二齒圈(7)通過軸承裝在機器殼體(10)上。
2.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:第一齒圈(3)與第二行星架(8)的所述固定連接部分的外周設有外齒，怠速齒輪(16)與所述固定連接部分上的外齒嚙合，怠速齒輪(16)通過滑動軸承(17)裝在安裝軸(18)上，安裝軸(18)固定裝在機器殼體(10)上，怠速齒輪(16)通過在安裝軸(18)上滑動與所述兩套行星輪系連接或斷開。
3.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:所述第一行星架(4 )及第三齒輪(19 )通過軸承裝在中心軸(9 )上。
4.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:所述第一中間軸(11)為輸入軸，第二中間軸(13)為輸出軸，第二中間軸(13)通過單向離合器(15)裝在機器殼體(10)上。
5.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:所述第一中間軸(11)為輸出軸，第二中間軸(13)為輸入軸，第一中間軸(11)通過單向離合器(15)裝在機器殼體(10)上。
6.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:所述固定連接的第一太陽輪(I)與第二太陽輪(5)為一體結構。
7.按權利要求1所述的雙行星輪系式無級自動變速機構，其特征在于:所述固定連接的第一齒圈(3)與第二行星架(8)為一體結構。
【文檔編號】F16H57/023GK203548736SQ201320652709
【公開日】2014年4月16日 申請日期:2013年10月22日 優先權日:2013年10月22日
【發明者】徐攀 申請人:徐攀